JP4036021B2

JP4036021B2 - Engine control device

Info

Publication number: JP4036021B2
Application number: JP2002117082A
Authority: JP
Inventors: 雅明芦田; 浩一森; 立男佐藤; 芳直鵜篭
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-04-19
Filing date: 2002-04-19
Publication date: 2008-01-23
Anticipated expiration: 2022-04-19
Also published as: JP2003314339A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明はエンジンの燃焼を安定させるための制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンの燃焼特性を改善するため、シリンダに対して２つの独立した吸気ポートを設け、これらプライマリとセカンダリの各ポート上流にそれぞれ制御弁を配置し、運転条件に応じて制御弁を開閉することにより、燃焼室内のガス流動をコントロールするものが、▲１▼特開平６−１９３４５６号公報、▲２▼特開平７−１９７８３１号公報、▲３▼特開平６−２１３０８１号公報によって提案されている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、▲１▼では部分負荷運転時など、プライマリポートを半開し、セカンダリポートを閉じ、シリンダ内のガス流動を高めるようにしているが、吸気ポート内での吸気流れの指向性が弱く、燃焼室内で強力なガス流動が得られない。
【０００４】
▲２▼では、プライマリポートから新気を導入し、閉じたセカンダリポートにはＥＧＲガスを導入しているが、やはり吸気ポート内での吸気流れの指向性が弱く、強力なガス流動が生起できない。
【０００５】
これに対して▲３▼は吸気ポート内を整流板により上下に仕切り、上段より新気、下段よりＥＧＲガスを導入しているが、常時プライマリとセカンダリの吸気ポートが開いているため、燃焼室内でのガス流動が干渉しやすく、またガス流動の成層化ができないのでＥＧＲ限界の向上も難しかった。
【０００６】
本発明は、燃焼室内で新気と還流排気とを成層化して、大量の排気還流時にも安定した燃焼を確保できるようにしたエンジンの制御装置を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
本発明は、燃焼室に接続する少なくとも２つの独立した吸気ポートと、２つの吸気弁及び排気弁とを備えたエンジンにおいて、前記吸気ポートのうち第１の吸気ポートの内部を隔壁により上下の流路に画成し、一方の流路を全閉・全開可能な第１吸気制御弁を設け、前記吸気ポートのうち第２の吸気ポートの内部を隔壁により上下の流路に画成し、かつこの第２の吸気ポートにこれら上下の流路を全閉・全開可能な第２吸気制御弁を設け、前記第２吸気制御弁よりも下流で、前記第１の吸気ポートで開閉される流路と反対側の流路に対応する前記第２の吸気ポートの一方の流路に排気還流通路の還流口を接続したことを特徴とするエンジンの制御装置である。
【０００８】
また、本発明は、燃焼室に接続する少なくとも２つの独立した吸気ポートと、２つの吸気弁及び排気弁とを備えたエンジンにおいて、前記第２の吸気ポートの内部を隔壁により上下の流路に画成し、かつこの第２の吸気ポートにこれら上下の流路の一方を全閉・全開可能な第２吸気制御弁を設け、かつその上流側において第２の吸気ポートを全閉・全開可能な遮断弁を設け、この遮断弁の下流側に排気還流通路の還流口を接続したことを特徴とするエンジンの制御装置である。
【０００９】
【作用・効果】
したがって本発明によれば、燃焼室に第１の吸気ポートから新気を、第２の吸気ポートの上側または下側流路から強い指向性をもった還流排気を導入することにより、燃焼室内においてタンブル流を主体とする新気層と還流排気層とが互いに並列して成層状態で存在し、これにより大量の排気還流下でも安定した成層燃焼を実現し、運転性を悪化させずにＮＯｘの大幅な低減が図れる。
【００１０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
（1）第１の実施形態
図１から図３に第１の実施形態を示す。エンジン本体は４つの気筒１１をもち、各気筒１１はそれぞれ２つの吸気弁１２ａ、１２ｂと、２つの排気弁１３ａ、１３ｂとを有する。吸気ポートは、互いに独立した吸気ポート１４であるプライマリポート（第１の吸気ポート）１４ａと、セカンダリポート（第２の吸気ポート）１４ｂから構成され、吸気弁１２ａ、１２ｂはこれらプライマリポート１４ａ、セカンダリポート１４ｂと、気筒内の燃焼室１５との連通を開閉する。
【００１１】
気筒内にはピストン１６が配置され、さらにピストン上方の燃焼室１５に臨んで２つの点火栓１７ａ、１７ｂが取付られる。点火栓１７ａ、１７ｂの配置は、一方の点火栓１７ａが燃焼室中心付近に、他方の点火栓１７ｂが燃焼室周辺部の、プライマリ側の吸気弁１２ａよりも外側で、後述する気筒列中心線Ｏ２上の付近に配置されている。点火栓１７ａ、１７ｂにより燃焼室内の混合気に点火されると、この燃焼エネルギによりピストン１６が往復運動し、図示しないクランク軸が回転し、エンジン出力が取り出される。
【００１２】
なお、排気弁１３ａ、１３ｂから排出された排気を浄化するために、図示しない排気通路には触媒が備えられる。
【００１３】
前記プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂとは、気筒軸線Ｏ１に垂直な平面において、互いに平行に形成され、しかも気筒軸線Ｏ１を通り、かつ気筒列中心線Ｏ２に直角に交わる交差線Ｏ３を挟んで、その両側に均等に配置される。
【００１４】
これにより、プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂは、気筒中心に対してほぼ対称に配置される、いわゆるストレートポートを構成し、プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂとから燃焼室内にそれぞれ吸気が導入されたときは、これらの多くは燃焼室内で互いに独立的でかつ均等なタンブル流れを生起する。また、一方の吸気ポート、例えばプライマリポート１４ａからのみ吸気が導入されたときは、タンブル流れと共に気筒内周に沿ってのスワール流れも生じ、これらの複合的なガス流動が生起される。
【００１５】
吸気ポート１４の上流側はコレクタ２０に接続し、各プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂとはコレクタ２０に至るまで互いに独立したポートを形成している。
【００１６】
図２、図３から分かるように、気筒軸線Ｏ１に対して傾斜して形成される吸気ポート１４の内部は、それぞれ概略、流路中心線に沿って配置した隔壁２１により、上下の流路２２ａと２２ｂに仕切られている。隔壁２１は吸気ポート１４の全長にわたって設けられるのではなく、概略中央部のやや上流位置から始まり、その先端は吸気弁１２ａ、１２ｂと干渉しない程度まで、あるいは／及び燃料噴射弁３１ａ、３１ｂからの燃料噴霧がかぶらない程度まで燃焼室側へと延びている。この隔壁２１の長さは、要するに、上下の流路２２ａと２２ｂを流れる吸気流に強い指向性、換言すると慣性力を付与するの必要十分な長さがあればよく、これにより燃焼室内での吸気流れは、流路２２ａ、２２ｂの高さ、方向性などの影響を強く受けたガス流動を生起することになる。
【００１７】
プライマリポート１４ａには、隔壁２１による流路２２ａ、２２ｂの入口部分に位置して、下側の流路２２ｂのみを開閉することのできる半閉型の第１の吸気制御弁（以下半閉弁という）２５が設けられ、これに対して、セカンダリポート１４ｂには、同じく流路２２ａ、２２ｂの入口部分に位置して、上側と下側の流路２２ａ、２２ｂの両方を同時に開閉できる全閉型の第２の吸気制御弁（以下全閉弁という）２６が設けられる。なお、これら半閉弁２５と全閉弁２６とは同一の回転軸２７に取り付けられ、ロータリアクチュエータ２８により互いに同期して回転し、開閉する構成となっている。
【００１８】
また、プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂには、半閉弁２５と全閉弁２６の下流に位置してそれぞれ燃料噴射弁３１ａ、３１ｂが設けられ、これら燃料噴射弁３１ａと３１ｂは、吸気弁１２ａと１２ｂの背面から燃焼室内に向けて、好ましくは上下の流路２２ａと２２ｂに均等に、また隔壁２１を避けて燃料を噴射できるように、その位置と方向が設定される。
【００１９】
排気ガスの一部を吸気中に還流するために排気還流通路３３が設けられ、この排気還流通路３３には還流排気量を制御するための排気還流制御弁３４と、その下流側に切換弁３５が配設される。そして排気還流通路３３はスロットル弁３０の下流においてコレクタ２０に接続するが、切換弁３５の位置から分岐通路３６が分岐し、この分岐通路３６は各気筒の吸気ポート１４のうち、セカンダリポート１４ｂに対してそれぞれ全閉弁２６の下流側において還流口３７を介して接続する。より詳しくは、分岐通路３６の還流口３７はセカンダリポート１４ｂの上側の流路２２ａに接続される。
【００２０】
したがって、還流排気は、切換弁３５の切換に伴い、コレクタ２０からプライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂにほぼ均質的な濃度で導入されたり、セカンダリポート１４ｂにのみ導入されたりする。
【００２１】
前記スロットル弁３０はエンジン吸入空気量を制御するもので、スロットルアクチュエータ３９によって駆動される。
【００２２】
また、吸気弁１２ａ、１２ｂと排気弁１３ａ、１３ｂの開閉タイミングを運転状態に応じて変化させたり、排気弁１３ａ、１３ｂについてはいずれか一方のみを独立して開閉制御することのできる、バルブタイミング可変制御機構４０が備えられている。また、バルブタイミング可変制御機構４０は吸気弁１２ａ、１２ｂと排気弁１３ａ、１３ｂの開閉時期を互いに独立して可変的に制御することもできるようになっている。
【００２３】
前記吸気制御弁用のロータリアクチュエータ２８、スロットルアクチュエータ３９、バルブタイミング可変制御機構４０、排気還流制御弁３４、切換弁３５の各作動を、後述するように、運転状態に応じて制御するために、コントローラ（制御手段）５０が備えられる。また、コントローラ５０は前記燃料噴射弁３１ａ、３１ｂからの燃料噴射量を制御し、さらに点火栓１７ａ、１７ｂの点火時期についても各点火栓毎に制御する。
【００２４】
このため、コントローラ５０には運転状態を代表する信号であるエンジン回転数センサ５１からの回転数信号、吸入空気量センサ５２からの吸入空気量信号、アクセル開度センサ５３からアクセル開度信号、エンジン冷却水温センサ５４からの水温信号などが入力され、これらに基づいて前記各作動を制御する。
【００２５】
ここで、本実施形態の作用を含めて、図４に示すタイミングチャートを参照しながらさらに詳しく説明する。
【００２６】
▲１▼エンジンの始動時
エンジンの始動時など、燃焼が安定しにくい運転条件にあっては、コントローラ５０により、吸気ポート１４のプライマリポート１４ａの半閉弁２５を閉じ、また全閉弁２６も閉じられ、このため吸気弁１２ａ、１２ｂが開弁したときに、吸気は一方のプライマリポート１４ａのうちの上側流路２２ａのみを流れる。なお、このとき排気還流制御弁３４も全閉し、排気還流は停止している。吸気弁１２ａ、１２ｂは開弁時期(ＩＶＯ)が吸気上死点よりも遅く設定され、点火栓１７ａと１７ｂは両方が同時に点火される。
【００２７】
燃料の噴射量は吸入空気量と回転数に応じて始動時の適正流量に設定されるが、燃料はプライマリポート１４ａの燃料噴射弁３１ａからのみ供給される。このため、プライマリポート１４ａの上側流路２２ａの吸気と燃料とが混合しながら吸気弁１２ａの開弁に伴って燃焼室１５へ流入する。
【００２８】
このとき、半閉弁２５の上流から上側流路２２ａに入った吸気の流れは、通常の吸気ポートに比較して、その断面積が半分に縮小された流路２２ａにおいて十分に加速されて高速化し、しかも吸気弁１２ａの開弁時期が通常よりも遅れることから、吸気ポート内に噴射された燃料の微粒化、気化が十分に促進される。
【００２９】
図２にもあるように、上側流路２２ａから吸気弁１２ａを経て燃焼室１５へと円滑に流入し、吸気弁１２ａは燃焼室中心に対して偏った位置にあり、上側流路２２ａにより十分な指向性を付与された高速の吸気の流れにより、燃焼室内において、スワール流を中心とする強力なガス流動が生起される。
【００３０】
このため、さらに燃料と空気の混合が促進され、低温の始動時であるにもかかわらず十分に気化した混合気が、２つの点火栓１７ａ、１７ｂの同時点火により安定して着火すると共に、その燃焼火炎はガス流動に乗って速やかに伝播し、始動時の安定燃焼が実現される。
【００３１】
このように始動時の燃焼安定性が高まる結果、燃料の始動増量を低減することも可能となり、燃費の改善につながる。
【００３２】
また、図５に示すように、点火栓１７ａ、１７ｂの点火時期を同時ではなく、燃焼室中央の点火栓１７ａよりも周辺の点火栓１７ｂの点火時期を早くしておき、これらを共にエンジン回転数の上昇に応じて進角させ、かつ回転数上昇に対する進角度合を中央側の点火栓１７ａの方が大きくすることで、ある回転数を境にして中央側の点火栓１７ａが先に点火するように設定し、点火時期の位相差制御に基づき燃料性状に起因しての始動時の回転数変動を抑制することができ、あるいは、エンジン始動直後における吹き上がり後の回転数の落ち込み時に、燃焼室中央の点火栓１７ａを先に点火し、周辺に位置する点火栓１７ｂを後で点火すると、トルクを補正をして回転数の落ち込みを抑制したりすることも可能となる。
【００３３】
これらにより、始動燃料の増量を通常よりも低減することが可能となる。
【００３４】
▲２▼ファーストアイドル時
ファーストアイドル時はエンジンの始動時と同じように、コントローラ５０により、吸気ポート１４のプライマリポート１４ａの半閉弁２５を閉じ、全閉弁２６も閉じ、これにより吸気弁１２ａ、１２ｂが開弁したときに、吸気は一方のプライマリポート１４ａのうちの上側流路２２ａのみを流れるようにする。そして燃料もプライマリ側の燃料噴射弁３１ａからのみ、かつ空燃比が弱リーン（空気過剰率λ＝１．１付近）となるように噴射される。なお、排気還流制御弁３４は全閉し、排気還流は停止する。
【００３５】
吸気弁１２ａ、１２ｂは開弁時期（ＩＶＯ）が吸気上死点よりも遅く設定され、閉弁時期（ＩＶＣ）は下死点に設定され、排気弁１３ａと１３ｂは開弁時期（ＥＶＯ）が下死点よりも遅く設定され、かつ閉弁時期（ＥＶＣ）は上死点よりも早くなるように設定される。また、点火栓１７ａと１７ｂは、燃焼室中央側の点火栓１７ａに対して周辺側の点火栓１７ｂの方が遅角するように設定される。
【００３６】
これらにより、燃焼室１５にはプライマリポート１２ａのみから混合気が流入し、強力なスワールが生起される。また、吸気弁１２ａ、１２ｂの遅開きによる燃料の気化促進もあり、燃焼速度が増大し、リーンな混合気であっても安定した燃焼特性が確保される。また、燃焼室中央の点火栓１７ａにより混合気に点火し、周辺部の遅れて点火する点火栓１７ｂにより周辺の燃え残り部分を点火することで、燃焼室全域で良好な燃焼を維持できる。これらにより、ファーストアイドル時の燃焼安定性と一層の燃費の改善が図れる。また、空燃比を弱リーンとすることで、触媒の早期活性が得られ、エミッションの改善が図れる。
【００３７】
また、上記した制御を行う代わりに次のように制御することもできる。
【００３８】
すなわち、図６のタイミングチャートに示すように、セカンダリポート１４ｂの全閉弁２６を少し開き、セカンダリポート１４ｂにも少量の吸気を流し、かつセカンダリ側の燃料噴射弁３１ｂからも燃料を噴射する。このときプライマリ側の燃料噴射弁３１ａは、プライマリポート１４ａの吸気流量に対してリーンな混合気を形成する量の燃料を噴射し、セカンダリ側の燃料噴射弁３１ｂはセカンダリ側の少量の吸気流量に対してリッチな混合気を形成する量の燃料を噴射し、さらに、全体でのトータル空燃比がリーンとなるようにそれぞれの燃料の噴射量が設定される。
【００３９】
燃焼室内にはプライマリポート１４ａからのリーンな混合気と、セカンダリポート１４ｂからのリッチな混合気とが互いに成層化した状態で、燃焼室内にスワールを含むガス流動を形成する。これらの結果、混合気の濃度のバラツキにより、燃焼にやや斑が生じつつも、半開弁２５と全閉弁２６とが全閉されている場合に匹敵する十分な指向性をもった強力なガス流動による安定燃焼が行え、排気中には未燃ＨＣなどが比較的多く含まれるようになり、この未燃ＨＣなどが排気系で燃焼し、サーマルリアクタとして機能させることで、触媒に高温の排気を導き、その温度を上昇させる、つまり、コールド時にあって触媒を可及的速やかに暖機させられる。また、このとき全体でのトータル空燃比が弱リーン（例えばλ＝１．１）に設定されるので、触媒の早期活性が促される。
【００４０】
また、点火栓１７ａ、１７ｂは、共に相対的に遅角側に設定することにより、燃焼の遅れを大きくすることができ、さらに排気弁１３ａ、１３ｂについては開弁時期（ＥＶＯ）を早期に設定することにより、温度が高く、未燃成分を多く含む排気ガスを排出することができ、このことにより触媒などの早期活性化をさらに促進できる。
【００４１】
なお、排気弁１３ａ、１３ｂはこのように早めに開く代わりに、いずれか一方の排気弁１３ａまたは１３ｂを閉じたままとしておくこともできる。
【００４２】
このようにした場合には、排気が一方の排気弁１３ａまたは１３ｂからのみ排気ポートに流れ、排気が流れるポート表面積を小さくすることができるので、排気温度の低下を少なくして、触媒の温度上昇を図り、早期の活性化を促すことが可能となる。
【００４３】
▲３▼エンジンコールド状態でのパーシャル時
コールド状態でのパーシャル運転時（部分負荷運転時）には、基本的には上記したファーストアイドル時と同じように制御する。
【００４４】
プライマリポート１４ａ側からのみ混合気を導入する場合には、燃焼室内での強いスワールに基づく燃焼特性の改善により、コールド時の空燃比をリーンにすることができ、燃費を向上することができる。
【００４５】
これに対して、半閉弁２５と全閉弁２６を少し開き、燃料噴射弁３１ａのみから燃料を噴射することで、プライマリポート１４ａの上下の流路２２ａ、２２からリーン混合気を導入し、これに対してセカンダリポート１４ｂからは少量の新気のみを導入し、燃焼室内でプライマリ側からの混合気層と、セカンダリ側からの新気層とによる、タンブル流を主体とする成層状態を形成する。このときトータル空燃比がリーンとなるように設定することで、リーン混合気の成層燃焼が行われる。
【００４６】
これによりコールド時の燃焼特性が改善され、燃費の向上も図ることができる。このコールド状態の判断はエンジン冷却水温センサの５４の検出する冷却水温に基づいて行い、冷却水温に応じて上記した制御の切り換えを行うようにしてもよい。なお、このとき、コールド状態での燃焼安定性確保のために、排気還流は停止している。
【００４７】
また、排気温度を高め、触媒の早期の活性化を図るために、図７のタイミングチャートに示すように、排気弁１３ａ、１３ｂの開弁時期（ＥＶＯ）を大幅に早め、閉弁時期（ＥＶＣ）をやや遅らせ、なお、このとき吸気弁１２ａ、１２ｂの開弁時期（ＩＶＯ）を遅らせる。これにより高温の排気を排気ポートに流出させて排気系の温度を上昇させ、触媒の速やかな温度上昇を図ることができる。
【００４８】
冷却水温が所定の温度まで上昇したら、次に説明するエンジンホット状態での制御に移行する。
【００４９】
▲４▼エンジンホット状態での低負荷運転時
エンジンホット状態での低負荷運転時には、ＮＯｘの低減を図るため排気還流を行う。この低負荷運転時にも、プライマリポート１４ａの半閉弁２５を閉じ、セカンダリポート１４ｂの全閉弁２６を閉じ、また切換弁３６により分岐通路側に接続しておき、排気還流制御弁３４を吸入空気量に応じた開度に開く。
【００５０】
これにより、吸気はプライマリポート１４ａのうちの上側流路２２ａを流れて吸気弁１２ａを介して十分な指向性を保った状態で燃焼室１５に流入する。また、セカンダリポート１４ｂの上側流路２２ａには還流口３７を介して還流排気が流入し、還流排気も吸気弁１２ｂを介して十分な指向性を保った状態で燃焼室１５に流入する。この場合、燃料はプライマリポート１４ａの燃料噴射弁３１ａからのみ噴射され、空燃比はストイキ近傍に設定される。
【００５１】
点火栓１７ａと１７ｂの点火時期、また、排気弁１３ａと１３ｂの開閉時期については前記コールドパーシャル時と同じであり、これに対して吸気弁１２ａ、１２ｂの開閉時期については、開弁時期（ＩＶＯ）を早くして燃焼室内への排気の吹き戻しを多くすると共に閉弁時期（ＩＶＣ）を吸気下死点に設定する。
【００５２】
プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂとは互いに平行であり、かつ吸気弁１２ａと１２ｂは、気筒軸心を挟んで両側に均等な位置に配設されているため、燃焼室内で互いに強い指向性を有する吸気と還流排気の多くは互いに平行状態を維持したままタンブル流を形成する。このようにして、燃焼室内で混合気と還流排気とをタンブル流として成層化することができ、主として混合気層となるタンブル流の両側に位置する点火栓１７ａ、１７ｂにより点火することで、多くの排気還流を含む混合気であっても安定して燃焼させることが可能となる。この結果、運転性を悪化させることなく、大量ＥＧＲ（排気還流）による大幅な燃費の向上と、ＮＯｘの抑制が達成できる。
【００５３】
また、プライマリポート１４ａからの吸気と、セカンダリポート１４ｂからの還流排気との比率が１対１となるように排気還流制御弁３４により排気還流量を制御すると、両方の流量が均等化し、つまり左右の流れが対称となり、燃焼室内でのガス流動の成層化が最も良好になり、その結果、ＥＧＲ限界が拡大し、大量の排気還流にもかかわらず、燃焼の安定性が維持でき、さらなる燃費の改善とＮＯｘの低減を実現できる。
【００５４】
ところで、この低負荷時に排気還流を停止した状態で、半閉弁２５と全閉弁２６とを全開させることにより、プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂの両方から吸気を導入するようにしておき、燃料は一方からのみ、たとえば、プライマリ側の燃料噴射弁３１ａからのみ噴射するようにすると、燃焼室内で上記と同じように均等なタンブル流を生起することができる。この場合、プライマリ側では混合気層、セカンダリ側では空気層となり、このような成層化によりトータル空燃比が非常に希薄な状態であっても、安定した成層リーン燃焼を実現することができる。これにより燃費と排気組成を共に改善することが可能となる。
【００５５】
▲５▼エンジンホット状態での中高負荷運転時
エンジンホット状態での中高負荷運転時には、負荷に応じてプライマリポート１４ａの半閉弁２５と、セカンダリポート１４ｂの全閉弁２６とを中間開度と最大開度との間で変化させる。エンジン吸入空気量が大きくなり、要求される全量をプライマリポート１４ａからのみ供給するのでは、吸気効率が低下してしまうので、両方の吸気ポート１４から吸気を導入するのである。ただし、全負荷状態でないときは、セカンダリポート１４ｂの全閉弁２６は全開することなく、エンジン吸入空気量に応じた開度に制御される。
【００５６】
燃料は両方の燃料噴射弁３１ａと３１ｂから供給し、また中負荷運転では予め新気と排気とを混合させた均質排気還流を行うために、切換弁３５を切り換えて還流排気を分岐通路３６ではなく、コレクタ２０に導き、コレクタ２０で吸気と混合させながら、プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂの両方に還流排気が均等濃度で流れ込むようにする。
【００５７】
吸気はプライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂとから流れ、半閉弁２５と全閉弁２６が中間開度をとるので、上側流路２２ａだけでなく、下側流路２２ｂからも吸気が流れる。
【００５８】
この場合、プライマリポート１４ａの上側流路２２ａだけが全開状態にあるため、セカンダリポート１４ｂの流量に比較してプライマリポート１４ａの流量がいくらか多くなり、燃焼室１５に流入した吸気は、それぞれ形成されるタンブル流の成分と、プライマリポート１４ａ側からセカンダリポート１４ｂ側に向けてのスワール流の成分とによる、複合的なガス流動を生起される。
【００５９】
還流排気は予め混合気と混合しているため、燃焼室内の全域でほぼ均質な濃度に保たれるが、燃焼室内に生起されるガス流動により混合気の燃料の微粒化、霧化が図れ、２つの点火栓１７ａ、１７ｂでの２点点火により、到達すべき火炎の伝播距離が短縮されることから、均質還流排気を含む混合気であっても、短時間のうちに安定して燃焼を完了させられる。これによりＮＯｘ低減と燃費向上が同時に達成できる。
【００６０】
なお、この中負荷運転領域で半閉弁２５と全閉弁２６の開度を吸入空気量などに応じて変化させることで、燃焼改善にとって最も適切な状態にガス流動をコントロールすることが可能となる。
【００６１】
そして半閉弁２５と全閉弁２６の開度が大きくなり、エンジン負荷が所定値によりも高負荷に近づいたら、排気還流制御弁３４を閉じて排気還流を停止する。これによりエンジン出力を高め、良好な運転特性を維持することができる。
【００６２】
吸気弁１２ａ、１２ｂと、排気弁１３ａ、１３ｂの開閉時期は、ポンピングロスを軽減させるのに最適な状態に制御されることが好ましく、たとえば、吸気弁１２ａ、１２ｂの開弁時期（ＩＶＯ）については早開き、閉弁時期（ＩＶＣ）については早閉じとし、また排気弁１３ａ、１３ｂの開弁時期（ＥＶＯ）は負荷に応じて変化させ、閉弁時期（ＥＶＣ）は遅らせる。
【００６３】
▲６▼エンジンの全開運転時
暖機後の高負荷運転領域では、半閉弁２５と全閉弁２６を共に全開し、これによりプライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂの両方のポートから吸気が均等に燃焼室１５に導かれる。燃料は両方の燃料噴射弁３１ａ、３１ｂから噴射され、また排気還流は停止される。
【００６４】
半閉弁２５と全閉弁２６が共に全開しているので、吸気ポート１４を流れる吸気の抵抗は最も小さくなり、このためエンジン吸気効率が最良状態となり、エンジンに高出力を発揮させられる。
【００６５】
なお、この運転領域では温度が高く、吸入負圧も小さく、燃焼条件が良好であるため、中央部の点火栓１７ａのみを点火させることで、燃焼騒音や振動の増大を抑制することができる。
（2）第２の実施形態
図８から図１０に第２の実施形態を示す。
【００６６】
この第２の実施形態は、第１の実施形態に対して次の点で異なる。すなわち、吸気制御弁としてはプライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂのいずれに対しても、下側流路２２ｂを開閉する半閉弁２５ａ、２５ｂが設けられ、かつセカンダリポート１４ｂの半閉弁２５ｂの上流には遮断弁４２が設けられ、各気筒の遮断弁４２は互いに回転軸４３に同位相で取付られ、ロータリアクチュエータ４４により開閉駆動されるようになっている。また、還流排気をセカンダリポート１４ｂに導入する還流口３７が遮断弁４２と半閉弁２５ｂの間に位置して配置されている。
【００６７】
したがって、この実施形態においても、セカンダリポート１４ｂの遮断弁４２が全閉し、かつ半閉弁２５ａ、２５ｂが閉じている状態では、前記第１の実施形態と同じように、始動時、ファーストアイドル時、コールド時の制御が行え、またエンジンホット状態での低負荷時に、セカンダリポート１４ｂからのみ排気還流を行い、燃焼室内での成層化により、運転性を損なうことなくＮＯｘを低減することもできる。また、中高負荷時には遮断弁４２を全開しておいて、負荷に応じて半閉弁２５ａ、２５ｂの開度を制御しつつ、コレクタ側からの均質排気還流を行うことにより、燃焼室内のガス流動を適切にコントロールして、ＮＯｘと共に燃焼特性の改善を図ることができる。エンジン全開時にも、排気還流を停止した状態で、同じように遮断弁４２、半閉弁２５ａ、２５ｂを全開することで、エンジン高出力を発生させることができる。
【００６８】
また、エンジンファーストアイドル時あるいはコールド時に、遮断弁４２を少し開き、かつ半開弁２５ａ、２５ｂも少し開き、プライマリポート１４ａに比較すると少量ではあるが、セカンダリポート１４ｂからも吸気を流し、プライマリ側に加えてセカンダリ側からも燃料噴射を行い、このとき、小流量が流れるセカンダリ側の空燃比をリッチとなるように制御する。そしてトータル空燃比はリーンに設定することで、燃焼室内での混合気の濃度分布のバラツキがあるものの、スワールにより比較的安定した燃焼を維持しつつ、排気行程で燃焼室１５から排出される排気中の未燃成分を増やして、触媒の早期活性化を図ることも可能となる。なお、この場合、コールド状態での低負荷時など、セカンダリ側の燃料噴射を停止し、セカンダリポート１４ｂから少量の吸気のみを流入させ、同じくスワールの生起により、リーン混合気を燃焼させることもできる。
【００６９】
また、この実施形態においては、セカンダリポート１４ｂの上流側に遮断弁４２を設け、プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂには同一の半閉弁２５ａ、２５ｂを同位相で開閉するように配設したので、たとえば、エンジンホット状態での低負荷時など、遮断弁４２を全開しておき、半閉弁２５ａ、２５ｂを同期して開閉させたときに、プライマリ側とセカンダリ側の吸気の流れを全く同じように制御、つまり上側流路２２ａと下側流路２２ｂの吸気の分配を互いに一致させることができ、燃焼室内でプライマリ側とセカンダリ側のタンブル流を成層化することが容易になり、この状態でいずれか一方の燃料噴射弁３１ａまたは３１ｂから燃料を噴射すると、良好なリーン混合気の成層燃焼を行うことができる。
【００７０】
また、前記した還流口３７により吸気ポート１４に排気還流を行う場合、還流口３７が燃料噴射弁３１ｂの位置から離れた上流に配置できるので、還流排気よる燃料噴射弁３１ｂの目詰まりを防げる。
（3）第３の実施形態
図１１から図１３に第３の実施形態を示す。
【００７１】
この第３の実施形態は、前記第１の実施形態に対して、セカンダリポート１４ｂの燃料噴射弁３１ｂを、全閉弁２６の下流ではなく、上流側に配置したことが異なる。
【００７２】
このようにすると、吸気ポート１４に還流口３７より排気還流をするときでも、燃料噴射弁３１ｂが高温の排気にさらされることが無く、したがって燃料噴射弁３１ｂの保護が図れる。
【００７３】
なお、制御動作については、基本的には第１の実施形態と全く同じであるが、ファーストアイドルなど触媒の早期活性化のために、セカンダリポート１４ｂから少量の吸気を流す場合、全閉弁２６の上流の燃料噴射弁３１ｂから燃料を噴射したときに、その多くが全閉弁２６に付着する可能性があるので、燃料は噴射しないで吸気のみを流してもよい。
【００７４】
上記した第１から第３の実施形態において、半閉弁２５、２５ａ、２５ｂは、いずれも吸気ポート１４のうちの下側流路２２ｂを開閉するようにしたが、上側流路２２ａを開閉するように配置することもできる。ただし、エンジンホット状態での低負荷運転時に、大幅な燃費向上を図るために、大量の排気還流を行う場合に、燃焼安定性を確保するため、強力なタンブル流を保った混合気と還流排気との成層化が必要とされるときは、第１ないし第３の実施形態のように、吸気ポート１４の下側流路２２ｂを開閉することが好ましい。
【００７５】
プライマリポート１４ａとセカンダリポート１４ｂは、それぞれ内部を隔壁２１により上下の流路２２ａ、２２ｂに分割しているが、セカンダリポート１４ｂについては、隔壁２１で仕切らずに、単一の流路を形成することもできる。
（4）他の実施形態
次に点火栓の配置についての他の実施形態を説明する。
【００７６】
図１に対して、図１４は中央の点火栓１７ａの位置は同じであるが、周辺の点火栓１７ｂの位置をやや吸気弁１２ａに近づけたものであり、また、図１５では中央の点火栓１７ａの位置は変わらないが、周辺の点火栓１７ｂをやや排気弁１３ａ側に近づけている。排気還流時、非排気還流時のいずれにも、図１の場合と同じように、良好な燃焼特性が確保できる。
【００７７】
図１６は、点火栓１７ａと１７ｂを、それぞれ対向する吸気弁１２ａと排気弁１３ａの間、また吸気弁１２ｂと排気弁１３ｂの間に配置したものである。この場合には、非排気還流時、均質排気還流時に両方の点火栓１７ａ１７ｂによる同時点火、また成層排気還流時にはプライマリ側の点火を主とすることにより、共に要求される点火位置での点火作用を行うことができ、いずれも良好な燃焼特性とすることができる。
【００７８】
図１７は、中央の点火栓１７ａは図１と同じ位置だが、周辺の点火栓１７ｂは両方の排気弁１３ａ、１３ｂの間でかつ外側に配置している。非排気還流時、均質排気還流時には中央の点火栓１７ａを主として点火を行い、成層排気還流時には２つの点火栓１７ａと１７ｂの点火により、安定燃焼を図る。この場合、周辺の点火栓１７ｂは、排気弁１３ａ、１３ｂの外側に配置することで、シリンダヘッドにおける点火栓周りの冷却水通路の配置が容易に行える。
【００７９】
図１８は図１７と点火栓１７ｂの位置は同じにするが、点火栓１７ａは両方の吸気弁１２ａ、１２ｂの間でかつ外側に配置している。これにより、点火栓１７ａについても、点火栓周りの冷却が良好に行える。
【００８０】
なお、上記各実施形態において、点火栓１７ａ、１７ｂは気筒軸心に平行に配置するほか、シリンダヘッドに配置される吸気弁１２ａ、１２ｂあるいは排気弁１３ａ、１３ｂなどとの干渉を防ぐために傾けて配置することもできる。
【００８１】
本発明は上記の実施の形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態の概略構成図である。
【図２】同じくプライマリ吸気ポートの断面図である。
【図３】同じくセカンダリ吸気ポートの断面図である。
【図４】同じくその動作を示すタイミングチャートである。
【図５】点火栓の作動特性を示す説明図である。
【図６】第１の実施形態の異なった動作を示すタイミングチャートである。
【図７】同じく異なった動作を示すタイミングチャートである。
【図８】第２の実施形態の概略構成図である。
【図９】同じくプライマリ吸気ポートの断面図である。
【図１０】同じくセカンダリ吸気ポートの断面図である。
【図１１】第３の実施形態の概略構成図である。
【図１２】同じくプライマリ吸気ポートの断面図である。
【図１３】同じくセカンダリ吸気ポートの断面図である。
【図１４】点火栓の配置の実施形態を示す燃焼室の概略平面図である。
【図１５】異なった点火栓配置の実施形態を示す燃焼室の概略断面図である。
【図１６】さらに異なった点火栓配置の実施形態を示す燃焼室の概略断面図である。
【図１７】さらに異なった点火栓配置の実施形態を示す燃焼室の概略断面図である。
【図１８】さらに異なった点火栓配置の実施形態を示す燃焼室の概略断面図である。
【符号の説明】
１１気筒
１２ａ，１２ｂ吸気弁
１３ａ，１３ｂ排気弁
１４吸気ポート
１４ａプライマリポート
１４ｂセカンダリポート
１５燃焼室
１７ａ，１７ｂ点火栓
２０コレクタ
２１隔壁
２２ａ，２２ｂ流路
２５半閉弁（吸気制御弁）
２５ａ，２５ｂ半閉弁
２６全閉弁（吸気制御弁）
３１ａ，３１ｂ燃料噴射弁
３３排気還流通路
３４排気還流制御弁
３５切換弁
３７還流口
４２遮断弁
５０コントローラ
５１回転数センサ
５２吸入空気量センサ
５３アクセル開度センサ
５４水温センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a control device for stabilizing engine combustion.
[0002]
[Prior art]
In order to improve the combustion characteristics of the engine, two independent intake ports are provided for the cylinder, control valves are arranged upstream of these primary and secondary ports, and the control valves are opened and closed according to operating conditions. In order to control the gas flow in the combustion chamber, (1) JP-A-6-193456, (2) JP-A-7-197831, and (3) JP-A-6-213081 have been proposed.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in (1), the primary port is half-opened and the secondary port is closed to increase the gas flow in the cylinder during partial load operation, etc., but the directivity of the intake flow in the intake port is weak and combustion Strong gas flow cannot be obtained indoors.
[0004]
In (2), fresh air is introduced from the primary port and EGR gas is introduced to the closed secondary port. However, the directivity of the intake flow in the intake port is still weak and a strong gas flow cannot occur. .
[0005]
On the other hand, in (3), the intake port is divided into upper and lower parts by a baffle plate, and fresh air is introduced from the upper stage and EGR gas is introduced from the lower stage. However, since the primary and secondary intake ports are always open, It is difficult to improve the EGR limit because the gas flow in the air easily interferes and the gas flow cannot be stratified.
[0006]
An object of the present invention is to provide an engine control device that stratifies fresh air and recirculated exhaust in a combustion chamber so that stable combustion can be ensured even when a large amount of exhaust recirculates.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
The present invention relates to an engine having at least two independent intake ports connected to a combustion chamber, and two intake valves and an exhaust valve. Of the intake ports, the interior of the first intake port is defined by upper and lower flow paths by a partition, and a first intake control valve capable of fully closing and opening one of the flow paths is provided. The interior of the second intake port is defined by upper and lower flow paths by a partition wall, and these upper and lower flow paths are defined in the second intake port. A second intake control valve that can be fully closed and fully opened is provided, and the second intake control valve that corresponds to the flow path that is downstream of the second intake control valve and that is opposite to the flow path that is opened and closed by the first intake port. In one flow path of the intake port An engine control device characterized in that a return port of an exhaust gas recirculation passage is connected.
[0008]
According to the present invention, in an engine having at least two independent intake ports connected to the combustion chamber and two intake valves and exhaust valves, the interior of the second intake port is divided into upper and lower flow paths by partition walls. And one of these upper and lower flow paths is connected to the second intake port. Fully closed and fully openable A second intake control valve is provided, and a second intake port is provided upstream of the second intake control valve. Fully closed and fully openable The engine control device is characterized in that a shut-off valve is provided, and a return port of the exhaust gas recirculation passage is connected to the downstream side of the shut-off valve.
[0009]
[Action / Effect]
Therefore, according to the present invention, fresh air from the first intake port is introduced into the combustion chamber, and recirculated exhaust with strong directivity is introduced from the upper or lower flow path of the second intake port. A fresh air layer mainly composed of tumble flow and a recirculated exhaust layer exist in parallel with each other in a stratified state, thereby realizing stable stratified combustion even under a large amount of exhaust gas recirculation, and without deteriorating operability. Significant reduction can be achieved.
[0010]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
(1) First embodiment
1 to 3 show a first embodiment. The engine body has four cylinders 11, and each cylinder 11 has two intake valves 12a and 12b and two exhaust valves 13a and 13b. The intake port is composed of a primary port (first intake port) 14a, which is an intake port 14 independent from each other, and a secondary port (second intake port) 14b. The intake valves 12a, 12b Communication between the port 14b and the combustion chamber 15 in the cylinder is opened and closed.
[0011]
A piston 16 is disposed in the cylinder, and two spark plugs 17a and 17b are attached to the combustion chamber 15 above the piston. The spark plugs 17a and 17b are arranged such that one spark plug 17a is in the vicinity of the center of the combustion chamber, and the other spark plug 17b is outside the primary side intake valve 12a in the periphery of the combustion chamber, which will be described later. It is arranged near O2. When the air-fuel mixture in the combustion chamber is ignited by the spark plugs 17a and 17b, the piston 16 reciprocates due to the combustion energy, the crankshaft (not shown) rotates, and the engine output is taken out.
[0012]
Note that a catalyst is provided in an exhaust passage (not shown) in order to purify the exhaust discharged from the exhaust valves 13a and 13b.
[0013]
The primary port 14a and the secondary port 14b are formed in parallel to each other on a plane perpendicular to the cylinder axis O1, and sandwich an intersecting line O3 passing through the cylinder axis O1 and intersecting the cylinder row center line O2 at right angles. It is evenly arranged on both sides.
[0014]
As a result, the primary port 14a and the secondary port 14b constitute a so-called straight port disposed substantially symmetrically with respect to the cylinder center, and when intake air is introduced into the combustion chamber from the primary port 14a and the secondary port 14b, respectively. Many of these produce independent and even tumble flows within the combustion chamber. In addition, when intake air is introduced only from one intake port, for example, the primary port 14a, a swirl flow along the inner periphery of the cylinder is generated along with the tumble flow, and these combined gas flows are generated.
[0015]
The upstream side of the intake port 14 is connected to the collector 20, and each primary port 14 a and secondary port 14 b form independent ports up to the collector 20.
[0016]
As can be seen from FIGS. 2 and 3, the interior of the intake port 14 formed to be inclined with respect to the cylinder axis O1 is roughly divided into upper and lower flow paths 22a by partition walls 21 arranged along the flow path center line. And 22b. The partition wall 21 is not provided over the entire length of the intake port 14 but starts from a position slightly upstream of the central portion, and its tip is not interfered with the intake valves 12a and 12b or / and from the fuel injection valves 31a and 31b. It extends to the combustion chamber side to the extent that fuel spray is not fogged. In short, the length of the partition wall 21 is sufficient if it has a sufficient directivity, in other words, sufficient inertial force to be applied to the intake air flow flowing through the upper and lower flow paths 22a and 22b. The intake flow causes a gas flow that is strongly influenced by the height and directionality of the flow paths 22a and 22b.
[0017]
The primary port 14a has a semi-closed first intake control valve (hereinafter referred to as a semi-closed valve) that is located at the inlet portion of the flow paths 22a and 22b by the partition wall 21 and that can open and close only the lower flow path 22b. On the other hand, the secondary port 14b is also located at the entrance of the flow paths 22a and 22b and is fully closed so that both the upper and lower flow paths 22a and 22b can be opened and closed simultaneously. A second intake control valve (hereinafter referred to as a fully closed valve) 26 of the type is provided. The half-closed valve 25 and the fully-closed valve 26 are attached to the same rotary shaft 27, and are configured to rotate in synchronization with each other by a rotary actuator 28 to open and close.
[0018]
The primary port 14a and the secondary port 14b are provided with fuel injection valves 31a and 31b, respectively, located downstream of the semi-closed valve 25 and the fully closed valve 26. These fuel injection valves 31a and 31b are connected to the intake valve 12a. The position and the direction are set so that the fuel can be injected from the rear surface of 12 b toward the combustion chamber, preferably evenly in the upper and lower flow paths 22 a and 22 b and avoiding the partition wall 21.
[0019]
An exhaust gas recirculation passage 33 is provided to recirculate part of the exhaust gas into the intake air. The exhaust gas recirculation passage 33 has an exhaust gas recirculation control valve 34 for controlling the recirculation exhaust amount, and a switching valve 35 on the downstream side thereof. Is disposed. The exhaust gas recirculation passage 33 is connected to the collector 20 downstream of the throttle valve 30, and a branch passage 36 branches from the position of the switching valve 35. The branch passage 36 is connected to the secondary port 14b among the intake ports 14 of each cylinder. On the other hand, they are connected via a reflux port 37 on the downstream side of the fully closed valve 26. More specifically, the reflux port 37 of the branch passage 36 is connected to the flow path 22a on the upper side of the secondary port 14b.
[0020]
Accordingly, the recirculated exhaust gas is introduced from the collector 20 to the primary port 14a and the secondary port 14b with a substantially homogeneous concentration or only to the secondary port 14b as the switching valve 35 is switched.
[0021]
The throttle valve 30 controls the intake air amount of the engine and is driven by a throttle actuator 39.
[0022]
Further, the valve timing can be used to change the opening / closing timing of the intake valves 12a, 12b and the exhaust valves 13a, 13b according to the operating state, or to independently control the opening / closing of either one of the exhaust valves 13a, 13b. A variable control mechanism 40 is provided. Further, the variable valve timing control mechanism 40 can variably control the opening / closing timings of the intake valves 12a, 12b and the exhaust valves 13a, 13b independently of each other.
[0023]
In order to control each operation of the rotary actuator 28 for the intake control valve, the throttle actuator 39, the variable valve timing control mechanism 40, the exhaust gas recirculation control valve 34, and the switching valve 35 according to the operating state, as will be described later. A controller (control means) 50 is provided. The controller 50 controls the fuel injection amount from the fuel injection valves 31a and 31b, and also controls the ignition timing of the ignition plugs 17a and 17b for each ignition plug.
[0024]
For this reason, the controller 50 includes a rotational speed signal from the engine rotational speed sensor 51, an intake air quantity signal from the intake air quantity sensor 52, an accelerator opening degree signal from the accelerator opening degree sensor 53, an engine representative signal indicating the operating state, and the engine. A water temperature signal or the like from the cooling water temperature sensor 54 is input, and the operations are controlled based on these signals.
[0025]
Here, the operation of this embodiment will be described in more detail with reference to the timing chart shown in FIG.
[0026]
▲ 1 ▼ When starting the engine
Under operating conditions in which combustion is difficult to stabilize, such as when the engine is started, the controller 50 closes the semi-closed valve 25 of the primary port 14a of the intake port 14 and also closes the fully closed valve 26. Therefore, the intake valve When the valves 12a and 12b are opened, the intake air flows only through the upper flow path 22a of the primary port 14a. At this time, the exhaust gas recirculation control valve 34 is also fully closed, and the exhaust gas recirculation is stopped. The intake valves 12a and 12b are set so that the valve opening timing (IVO) is later than the intake top dead center, and both the spark plugs 17a and 17b are ignited simultaneously.
[0027]
The fuel injection amount is set to an appropriate flow rate at the time of start according to the intake air amount and the rotational speed, but the fuel is supplied only from the fuel injection valve 31a of the primary port 14a. Therefore, the intake air and the fuel in the upper flow path 22a of the primary port 14a are mixed and flow into the combustion chamber 15 as the intake valve 12a is opened.
[0028]
At this time, the flow of the intake air that has entered the upper flow path 22a from the upstream side of the semi-closed valve 25 is sufficiently accelerated in the flow path 22a whose cross-sectional area is reduced by half as compared with a normal intake port. In addition, since the opening timing of the intake valve 12a is later than usual, atomization and vaporization of the fuel injected into the intake port is sufficiently promoted.
[0029]
As shown in FIG. 2, the air smoothly flows into the combustion chamber 15 from the upper flow path 22a through the intake valve 12a, and the intake valve 12a is in a position biased with respect to the center of the combustion chamber. A powerful gas flow centered on the swirl flow is generated in the combustion chamber by the high-speed intake air flow imparted with such directivity.
[0030]
For this reason, the mixing of fuel and air is further promoted, and the air-fuel mixture sufficiently vaporized even when starting at a low temperature is stably ignited by simultaneous ignition of the two spark plugs 17a and 17b. The combustion flame propagates quickly along the gas flow, and stable combustion at the start is realized.
[0031]
As a result of the increased combustion stability at the time of starting as described above, it becomes possible to reduce the starting increase in fuel, leading to an improvement in fuel consumption.
[0032]
Further, as shown in FIG. 5, the ignition timings of the spark plugs 17a and 17b are not simultaneous, but the ignition timings of the peripheral spark plugs 17b are set earlier than the spark plugs 17a at the center of the combustion chamber, and both of them are rotated by the engine. The central spark plug 17a is ignited first at a certain rotational speed by advancing according to the increase in the number and increasing the advance angle with respect to the increase in the rotational speed at the central spark plug 17a. It is possible to suppress the rotational speed fluctuation at the start due to the fuel property based on the phase difference control of the ignition timing, or when the rotational speed drops after being blown up immediately after the engine start, If the ignition plug 17a at the center of the combustion chamber is ignited first and the ignition plug 17b located in the vicinity is ignited later, it is possible to correct the torque and suppress the decrease in the rotational speed.
[0033]
As a result, it is possible to reduce the increase in starting fuel than usual.
[0034]
▲ 2 ▼ First idol
At the time of fast idling, the controller 50 closes the semi-closed valve 25 of the primary port 14a of the intake port 14 and also closes the fully closed valve 26, thereby opening the intake valves 12a and 12b. Sometimes, the intake air flows only through the upper flow path 22a of the primary port 14a. The fuel is also injected only from the primary side fuel injection valve 31a so that the air-fuel ratio becomes weak lean (near the excess air ratio λ = 1.1). The exhaust gas recirculation control valve 34 is fully closed, and the exhaust gas recirculation is stopped.
[0035]
In the intake valves 12a and 12b, the valve opening timing (IVO) is set later than the intake top dead center, the valve closing timing (IVC) is set at the bottom dead center, and the exhaust valves 13a and 13b have the valve opening timing (EVO). The valve closing timing (EVC) is set so as to be earlier than the top dead center. The spark plugs 17a and 17b are set so that the spark plug 17b on the peripheral side is retarded relative to the spark plug 17a on the center side of the combustion chamber.
[0036]
As a result, the air-fuel mixture flows into the combustion chamber 15 only from the primary port 12a, and a strong swirl is generated. In addition, fuel vaporization is promoted by the slow opening of the intake valves 12a and 12b, the combustion speed is increased, and stable combustion characteristics are ensured even with a lean air-fuel mixture. Further, by igniting the air-fuel mixture with the ignition plug 17a at the center of the combustion chamber and igniting the surrounding unburned portion with the ignition plug 17b that ignites with a delay in the peripheral portion, good combustion can be maintained throughout the combustion chamber. As a result, combustion stability at the time of first idling and further improvement in fuel efficiency can be achieved. In addition, by making the air-fuel ratio weakly lean, early activation of the catalyst can be obtained, and emission can be improved.
[0037]
Further, instead of performing the above-described control, the following control can be performed.
[0038]
That is, as shown in the timing chart of FIG. 6, the fully closed valve 26 of the secondary port 14b is slightly opened, a small amount of intake air is allowed to flow into the secondary port 14b, and fuel is also injected from the fuel injection valve 31b on the secondary side. At this time, the fuel injection valve 31a on the primary side injects an amount of fuel that forms a lean air-fuel mixture with respect to the intake flow rate of the primary port 14a, and the fuel injection valve 31b on the secondary side has a small intake flow rate on the secondary side. On the other hand, the amount of fuel that forms a rich air-fuel mixture is injected, and the injection amount of each fuel is set so that the total total air-fuel ratio becomes lean.
[0039]
In the combustion chamber, a lean air-fuel mixture from the primary port 14a and a rich air-fuel mixture from the secondary port 14b are stratified to form a gas flow including swirl in the combustion chamber. As a result, a strong gas having sufficient directivity comparable to that in the case where the half-open valve 25 and the full-close valve 26 are fully closed, although some variation occurs in the combustion due to the variation in the concentration of the air-fuel mixture. Stable combustion by flow is possible, and the exhaust gas contains a relatively large amount of unburned HC. The unburned HC is burned in the exhaust system and functions as a thermal reactor. The temperature of the catalyst is raised, that is, the catalyst is warmed up as quickly as possible in the cold state. Further, at this time, the total air-fuel ratio as a whole is set to be slightly lean (for example, λ = 1.1), so that early activation of the catalyst is promoted.
[0040]
Further, by setting the spark plugs 17a and 17b relatively on the retard side, combustion delay can be increased, and the valve opening timing (EVO) is set early for the exhaust valves 13a and 13b. By doing so, exhaust gas having a high temperature and containing a large amount of unburned components can be discharged, which can further promote early activation of the catalyst and the like.
[0041]
In addition, instead of opening the exhaust valves 13a and 13b early in this way, either one of the exhaust valves 13a or 13b can be kept closed.
[0042]
In such a case, the exhaust flows only from one exhaust valve 13a or 13b to the exhaust port, and the port surface area through which the exhaust flows can be reduced. Therefore, the decrease in the exhaust temperature is reduced and the temperature of the catalyst is increased. It is possible to promote early activation.
[0043]
(3) Partial in engine cold state
At the time of partial operation in the cold state (partial load operation), the control is basically performed in the same manner as at the time of the first idle.
[0044]
When the air-fuel mixture is introduced only from the primary port 14a side, the air-fuel ratio in the cold state can be made lean by improving the combustion characteristics based on the strong swirl in the combustion chamber, and the fuel consumption can be improved.
[0045]
On the other hand, by slightly opening the semi-closed valve 25 and the fully closed valve 26 and injecting fuel only from the fuel injection valve 31a, the lean air-fuel mixture is introduced from the upper and lower flow paths 22a, 22 of the primary port 14a, On the other hand, only a small amount of fresh air is introduced from the secondary port 14b, and a stratified state mainly composed of tumble flow is formed by the air-fuel mixture layer from the primary side and the fresh air layer from the secondary side in the combustion chamber. To do. At this time, stratified combustion of the lean air-fuel mixture is performed by setting the total air-fuel ratio to be lean.
[0046]
As a result, the combustion characteristics during cold can be improved, and fuel consumption can be improved. The determination of the cold state may be performed based on the cooling water temperature detected by the engine cooling water temperature sensor 54, and the above-described control switching may be performed according to the cooling water temperature. At this time, exhaust gas recirculation is stopped in order to ensure combustion stability in the cold state.
[0047]
Further, in order to increase the exhaust temperature and to activate the catalyst at an early stage, as shown in the timing chart of FIG. 7, the valve opening timing (EVO) of the exhaust valves 13a and 13b is greatly advanced and the valve closing timing (EVC) is set. In this case, the valve opening timing (IVO) of the intake valves 12a and 12b is delayed. As a result, the high temperature exhaust gas can flow out to the exhaust port to increase the temperature of the exhaust system, thereby promptly increasing the temperature of the catalyst.
[0048]
When the cooling water temperature rises to a predetermined temperature, the control shifts to the engine hot state described next.
[0049]
(4) Low load operation with engine hot
During low-load operation in the engine hot state, exhaust gas recirculation is performed to reduce NOx. Even during this low load operation, the semi-closed valve 25 of the primary port 14a is closed, the fully closed valve 26 of the secondary port 14b is closed, and connected to the branch passage side by the switching valve 36, and the exhaust gas recirculation control valve 34 is sucked. Open to open according to air volume.
[0050]
As a result, the intake air flows through the upper flow path 22a of the primary port 14a and flows into the combustion chamber 15 through the intake valve 12a while maintaining sufficient directivity. Further, the recirculated exhaust gas flows into the upper flow path 22a of the secondary port 14b through the recirculation port 37, and the recirculated exhaust gas also flows into the combustion chamber 15 through the intake valve 12b with sufficient directivity. In this case, fuel is injected only from the fuel injection valve 31a of the primary port 14a, and the air-fuel ratio is set in the vicinity of the stoichiometric.
[0051]
The ignition timings of the spark plugs 17a and 17b and the opening and closing timings of the exhaust valves 13a and 13b are the same as those in the cold partial mode, whereas the opening and closing timings of the intake valves 12a and 12b are the opening timing (IVO). ) To increase the amount of exhaust blown back into the combustion chamber and set the valve closing timing (IVC) to the intake bottom dead center.
[0052]
Since the primary port 14a and the secondary port 14b are parallel to each other, and the intake valves 12a and 12b are arranged at equal positions on both sides of the cylinder axis, they have strong directivities in the combustion chamber. Many of the intake air and the return exhaust gas form a tumble flow while maintaining a parallel state to each other. In this way, the air-fuel mixture and the recirculated exhaust gas can be stratified as a tumble flow in the combustion chamber, and by igniting mainly by the spark plugs 17a and 17b located on both sides of the tumble flow that becomes the air-fuel mixture layer, Even an air-fuel mixture including exhaust gas recirculation can be stably combusted. As a result, it is possible to achieve significant fuel efficiency improvement and NOx suppression by large-scale EGR (exhaust gas recirculation) without deteriorating drivability.
[0053]
Further, when the exhaust gas recirculation amount is controlled by the exhaust gas recirculation control valve 34 so that the ratio of the intake air from the primary port 14a and the recirculated exhaust gas from the secondary port 14b is 1: 1, both flow rates are equalized, that is, left and right The flow of gas is symmetric and the stratification of gas flow in the combustion chamber is the best. As a result, the EGR limit is expanded, the stability of combustion can be maintained in spite of a large amount of exhaust gas recirculation, and further fuel consumption is improved. Improvement and NOx reduction can be realized.
[0054]
By the way, with the exhaust gas recirculation stopped at the time of this low load, the half-closed valve 25 and the fully-closed valve 26 are fully opened so that intake air is introduced from both the primary port 14a and the secondary port 14b. If the fuel is injected only from one side, for example, only from the primary side fuel injection valve 31a, an equivalent tumble flow can be generated in the combustion chamber as described above. In this case, a gas mixture layer is formed on the primary side, and an air layer is formed on the secondary side. By such stratification, stable stratified lean combustion can be realized even when the total air-fuel ratio is very lean. This makes it possible to improve both fuel consumption and exhaust composition.
[0055]
(5) Medium and high load operation with engine hot
During medium and high load operation in the engine hot state, the half-closed valve 25 of the primary port 14a and the fully closed valve 26 of the secondary port 14b are changed between the intermediate opening and the maximum opening according to the load. If the engine intake air amount is increased and the entire required amount is supplied only from the primary port 14a, the intake efficiency is lowered. Therefore, intake air is introduced from both intake ports 14. However, when not in the full load state, the fully closed valve 26 of the secondary port 14b is controlled to an opening degree corresponding to the engine intake air amount without fully opening.
[0056]
The fuel is supplied from both fuel injection valves 31a and 31b, and in the middle load operation, in order to perform homogeneous exhaust gas recirculation in which fresh air and exhaust gas are mixed in advance, the switching valve 35 is switched to supply the recirculated exhaust gas in the branch passage 36. Instead, it is led to the collector 20 and mixed with the intake air at the collector 20 so that the recirculated exhaust gas flows into both the primary port 14a and the secondary port 14b at an equal concentration.
[0057]
The intake air flows from the primary port 14a and the secondary port 14b, and the semi-closed valve 25 and the fully closed valve 26 have an intermediate opening, so that the intake air flows not only from the upper flow path 22a but also from the lower flow path 22b.
[0058]
In this case, since only the upper flow path 22a of the primary port 14a is fully open, the flow rate of the primary port 14a is somewhat higher than the flow rate of the secondary port 14b, and the intake air flowing into the combustion chamber 15 is formed respectively. A composite gas flow is caused by the tumble flow component and the swirl flow component from the primary port 14a side to the secondary port 14b side.
[0059]
Since the recirculated exhaust gas is mixed with the air-fuel mixture in advance, it is maintained at a substantially uniform concentration throughout the combustion chamber, but the gas flow generated in the combustion chamber can atomize and atomize the fuel in the air-fuel mixture. The propagation distance of the flame to be reached is shortened by the two-point ignition by the two spark plugs 17a and 17b, so even an air-fuel mixture including homogeneous reflux exhaust can be stably burned in a short time. Completed. Thereby, NOx reduction and fuel consumption improvement can be achieved simultaneously.
[0060]
In this medium load operation region, by changing the opening degree of the half-closed valve 25 and the fully-closed valve 26 in accordance with the intake air amount, it is possible to control the gas flow to the most appropriate state for improving combustion. Become.
[0061]
When the opening degree of the half-closed valve 25 and the fully-closed valve 26 increases and the engine load approaches a higher load than the predetermined value, the exhaust gas recirculation control valve 34 is closed to stop the exhaust gas recirculation. As a result, the engine output can be increased and good driving characteristics can be maintained.
[0062]
The opening / closing timings of the intake valves 12a, 12b and the exhaust valves 13a, 13b are preferably controlled to an optimum state for reducing the pumping loss. For example, the opening timing (IVO) of the intake valves 12a, 12b Is opened early, and the valve closing timing (IVC) is closed early, the valve opening timing (EVO) of the exhaust valves 13a and 13b is changed according to the load, and the valve closing timing (EVC) is delayed.
[0063]
(6) When the engine is fully open
In the high-load operation region after warm-up, both the half-closed valve 25 and the fully-closed valve 26 are fully opened, so that intake air is evenly guided to the combustion chamber 15 from both the primary port 14a and the secondary port 14b. Fuel is injected from both fuel injection valves 31a and 31b, and exhaust gas recirculation is stopped.
[0064]
Since both the half-closed valve 25 and the fully-closed valve 26 are fully opened, the resistance of the intake air flowing through the intake port 14 becomes the smallest, so that the engine intake efficiency becomes the best state and the engine can exert a high output.
[0065]
In this operating region, the temperature is high, the suction negative pressure is small, and the combustion conditions are good. Therefore, it is possible to suppress an increase in combustion noise and vibration by igniting only the central spark plug 17a.
(2) Second embodiment
8 to 10 show a second embodiment.
[0066]
This second embodiment differs from the first embodiment in the following points. That is, as the intake control valve, half-closed valves 25a and 25b for opening and closing the lower flow path 22b are provided for both the primary port 14a and the secondary port 14b, and upstream of the half-closed valve 25b of the secondary port 14b. Is provided with a shut-off valve 42, and the shut-off valves 42 of the respective cylinders are attached to the rotary shaft 43 in the same phase and are driven to open and close by a rotary actuator 44. A reflux port 37 for introducing the reflux exhaust gas to the secondary port 14b is disposed between the shutoff valve 42 and the half-closed valve 25b.
[0067]
Therefore, also in this embodiment, when the shutoff valve 42 of the secondary port 14b is fully closed and the semi-closed valves 25a and 25b are closed, as in the first embodiment, the first idle When the engine is hot, the exhaust gas is recirculated only from the secondary port 14b, and NOx can be reduced without losing operability by stratification in the combustion chamber. . Further, the gas flow in the combustion chamber is performed by fully opening the shut-off valve 42 at the time of medium and high loads and performing homogeneous exhaust gas recirculation from the collector side while controlling the opening degree of the semi-closed valves 25a and 25b according to the load. The combustion characteristics can be improved together with NOx by appropriately controlling the NOx. Even when the engine is fully opened, high output of the engine can be generated by fully opening the shut-off valve 42 and the half-closed valves 25a and 25b in a state where the exhaust gas recirculation is stopped.
[0068]
Further, at the time of engine first idling or cold, the shut-off valve 42 is slightly opened, and the half-open valves 25a and 25b are also slightly opened. In addition, fuel is also injected from the secondary side, and at this time, control is performed so that the air-fuel ratio on the secondary side through which a small flow rate flows becomes rich. By setting the total air-fuel ratio to lean, there is variation in the concentration distribution of the air-fuel mixture in the combustion chamber, but the exhaust discharged from the combustion chamber 15 in the exhaust stroke while maintaining relatively stable combustion by the swirl It is possible to increase the amount of unburned components in the catalyst and to activate the catalyst early. In this case, it is also possible to stop the fuel injection on the secondary side, such as during a low load in the cold state, and allow only a small amount of intake air to flow in from the secondary port 14b, and also burn the lean air-fuel mixture by the occurrence of swirl. .
[0069]
In this embodiment, the shutoff valve 42 is provided upstream of the secondary port 14b, and the same half-closed valves 25a and 25b are opened and closed in the same phase in the primary port 14a and the secondary port 14b. For example, when the shut-off valve 42 is fully opened and the half-closed valves 25a and 25b are opened and closed synchronously, such as when the engine is hot and the load is low, the flow of intake air on the primary and secondary sides is exactly the same. Control, that is, the distribution of the intake air in the upper flow path 22a and the lower flow path 22b can be made to coincide with each other, and it becomes easy to stratify the primary and secondary tumble flows in the combustion chamber. When fuel is injected from either one of the fuel injection valves 31a or 31b, a good lean stratified combustion can be performed.
[0070]
Further, when the exhaust gas is recirculated to the intake port 14 by the above-described recirculation port 37, the recirculation port 37 can be disposed upstream from the position of the fuel injection valve 31b, so that the fuel injection valve 31b due to the recirculation exhaust can be prevented from being clogged.
(3) Third embodiment
11 to 13 show a third embodiment.
[0071]
The third embodiment is different from the first embodiment in that the fuel injection valve 31b of the secondary port 14b is arranged not on the downstream side of the fully closed valve 26 but on the upstream side.
[0072]
In this way, even when the exhaust gas is recirculated from the recirculation port 37 to the intake port 14, the fuel injection valve 31b is not exposed to high-temperature exhaust gas, and thus the fuel injection valve 31b can be protected.
[0073]
The control operation is basically the same as that of the first embodiment. However, when a small amount of intake air is flowed from the secondary port 14b for early activation of the catalyst such as first idle, the fully closed valve 26 is closed. When the fuel is injected from the upstream fuel injection valve 31b, most of the fuel may adhere to the fully closed valve 26. Therefore, the fuel may not be injected and only the intake air may flow.
[0074]
In the first to third embodiments described above, the half-closed valves 25, 25a, 25b all open and close the lower flow path 22b of the intake port 14, but open and close the upper flow path 22a. It can also be arranged. However, in order to significantly improve fuel efficiency during low-load operation when the engine is hot, a large amount of exhaust gas recirculation is used to ensure combustion stability. When stratification is required, it is preferable to open and close the lower flow path 22b of the intake port 14 as in the first to third embodiments.
[0075]
The primary port 14 a and the secondary port 14 b are each divided into upper and lower flow paths 22 a and 22 b by a partition wall 21, but the secondary port 14 b is not partitioned by the partition wall 21 but forms a single flow path. You can also.
(4) Other embodiments
Next, another embodiment of the arrangement of the spark plug will be described.
[0076]
Compared to FIG. 1, FIG. 14 shows the same position of the central spark plug 17a, but the peripheral spark plug 17b is slightly closer to the intake valve 12a. In FIG. Although the position of 17a does not change, the surrounding spark plug 17b is slightly closer to the exhaust valve 13a side. As in the case of FIG. 1, good combustion characteristics can be ensured both at the time of exhaust gas recirculation and at the time of non-exhaust gas recirculation.
[0077]
In FIG. 16, spark plugs 17a and 17b are arranged between the intake valve 12a and the exhaust valve 13a, respectively, and between the intake valve 12b and the exhaust valve 13b, respectively. In this case, simultaneous ignition by both spark plugs 17a17b at the time of non-exhaust recirculation and homogeneous exhaust recirculation, and the primary side ignition at the time of stratified exhaust recirculation are mainly performed, so that the ignition action at the required ignition position is achieved. Any of them can have good combustion characteristics.
[0078]
In FIG. 17, the central spark plug 17 a is in the same position as in FIG. 1, but the peripheral spark plug 17 b is arranged between both the exhaust valves 13 a and 13 b and on the outside. At the time of non-exhaust recirculation and homogeneous exhaust recirculation, the central ignition plug 17a is mainly ignited, and at the time of stratified exhaust recirculation, stable ignition is achieved by ignition of the two ignition plugs 17a and 17b. In this case, the peripheral ignition plug 17b is arranged outside the exhaust valves 13a and 13b, so that the cooling water passage around the ignition plug in the cylinder head can be easily arranged.
[0079]
In FIG. 18, the position of the spark plug 17b is the same as that in FIG. 17, but the spark plug 17a is arranged between both intake valves 12a and 12b and outside. As a result, the spark plug 17a can be well cooled around the spark plug.
[0080]
In each of the above embodiments, the spark plugs 17a and 17b are arranged in parallel to the cylinder axis, and are inclined to prevent interference with the intake valves 12a and 12b or the exhaust valves 13a and 13b arranged in the cylinder head. It can also be arranged.
[0081]
The present invention is not limited to the above-described embodiment, and it is obvious that various modifications can be made within the scope of the technical idea.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view of the primary intake port.
FIG. 3 is a sectional view of the secondary intake port.
FIG. 4 is a timing chart similarly showing the operation.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing operating characteristics of a spark plug.
FIG. 6 is a timing chart showing different operations of the first embodiment.
FIG. 7 is a timing chart showing similarly different operations.
FIG. 8 is a schematic configuration diagram of a second embodiment.
FIG. 9 is a cross-sectional view of the primary intake port.
FIG. 10 is a cross-sectional view of the secondary intake port.
FIG. 11 is a schematic configuration diagram of a third embodiment.
FIG. 12 is a sectional view of the primary intake port.
FIG. 13 is a sectional view of the secondary intake port.
FIG. 14 is a schematic plan view of a combustion chamber showing an embodiment of the arrangement of spark plugs.
FIG. 15 is a schematic cross-sectional view of a combustion chamber showing embodiments of different spark plug arrangements.
FIG. 16 is a schematic cross-sectional view of a combustion chamber showing another embodiment of a spark plug arrangement.
FIG. 17 is a schematic cross-sectional view of a combustion chamber showing another embodiment of a spark plug arrangement.
FIG. 18 is a schematic cross-sectional view of a combustion chamber showing still another embodiment of a spark plug arrangement.
[Explanation of symbols]
11 cylinders
12a, 12b Intake valve
13a, 13b Exhaust valve
14 Intake port
14a Primary port
14b Secondary port
15 Combustion chamber
17a, 17b Spark plug
20 Collector
21 Bulkhead
22a, 22b flow path
25 Semi-closed valve (intake control valve)
25a, 25b Half-closed valve
26 Fully closed valve (intake control valve)
31a, 31b Fuel injection valve
33 Exhaust gas recirculation passage
34 Exhaust gas recirculation control valve
35 selector valve
37 Return port
42 Shut-off valve
50 controller
51 Rotational speed sensor
52 Intake air volume sensor
53 Accelerator position sensor
54 Water temperature sensor

Claims

In an engine with at least two independent intake ports connected to a combustion chamber and two intake and exhaust valves,
Of the intake ports, the interior of the first intake port is defined by upper and lower flow paths by a partition wall, and a first intake control valve capable of fully closing and fully opening one of the flow paths is provided.
A second intake control valve that defines the inside of the second intake port of the intake ports as upper and lower flow paths by a partition, and that can fully close and open these upper and lower flow paths in the second intake port. Provided,
A return port of the exhaust gas recirculation passage is provided in one flow path of the second intake port corresponding to a flow path on the opposite side of the flow path opened and closed by the first intake port downstream from the second intake control valve. An engine control device characterized by being connected.

In an engine with at least two independent intake ports connected to a combustion chamber and two intake and exhaust valves,
A second intake control valve capable of defining the interior of the second intake port into upper and lower flow paths by a partition wall, and capable of fully closing and fully opening one of the upper and lower flow paths in the second intake port; An engine control device characterized in that a shut-off valve capable of fully closing and fully opening the second intake port is provided on the upstream side, and a return port of the exhaust gas recirculation passage is connected to the downstream side of the shut-off valve.

3. The engine control device according to claim 1, wherein the first intake port and the second intake port are substantially parallel to each other and are disposed substantially symmetrically with respect to a cylinder center. 4.

The engine control device according to claim 1, wherein a recirculation port of the exhaust gas recirculation passage is connected to a flow path above the second intake port.

The engine control device according to claim 4, wherein the second intake control valve is closed when recirculation exhaust is introduced from the recirculation port.

The engine control device according to claim 2, wherein the second intake control valve and the shutoff valve are closed when recirculation exhaust is introduced from the recirculation port.

An exhaust gas recirculation control valve for controlling the exhaust gas recirculation amount is provided so that the fresh air amount from the first intake port and the recirculated exhaust gas amount from the second intake port are substantially the same during exhaust gas recirculation. The engine control device according to claim 5 or 6 to be controlled.

The engine control device according to claim 5 or 6, wherein a fuel injection valve is provided in each of the first intake port and the second intake port.

The engine control device according to claim 7, wherein the fuel injection is performed only from the fuel injection valve of the first intake port when the exhaust gas is recirculated from the second intake port.

The first and second intake ports are connected to a collector, the exhaust gas recirculation passage is also connected to a collector, and switching is performed so that exhaust gas is selectively recirculated from the collector or the second intake port according to the operating state. The engine control device according to any one of claims 5 to 9, further comprising a switching valve.

The engine control device according to claim 5 or 6, wherein exhaust gas recirculation is performed from the recirculation port when the engine is lightly loaded, and the exhaust gas recirculation is stopped when the engine is cold even when the load is low.

The exhaust gas recirculation is performed from the recirculation port when the engine is lightly loaded, the exhaust gas recirculation is stopped when the engine is cold even when the engine is lightly loaded, and intake air is introduced only from the first intake port. Engine control device.

The engine control device according to claim 10, wherein exhaust gas recirculation is performed from the second intake port when the engine is lightly loaded, and exhaust gas recirculation is performed from the collector when the engine is medium loaded .

The engine control device according to any one of claims 1 to 13, wherein the combustion chamber includes two spark plugs, and both the spark plugs are simultaneously ignited or only one of them is ignited according to an operating condition.

The engine control device according to claim 14, wherein one of the ignition plugs is disposed at a central portion of the combustion chamber and the other is a peripheral portion of the combustion chamber and is located outside the exhaust valve.

15. The ignition plug is disposed between one intake port and an exhaust valve of the one intake port and one outside the combustion chamber central portion and the other is a combustion chamber peripheral portion. Engine control device.

15. The engine control device according to claim 14, wherein the one spark plug is disposed at a central portion of the combustion chamber, and the other is a peripheral portion of the combustion chamber and is positioned between and outside the two exhaust valves.

The engine control device according to claim 14, wherein each of the spark plugs is disposed at a peripheral portion of the combustion chamber, one being located outside the intake valve and the other being located outside the exhaust valve.

The engine control device according to claim 14, wherein the ignition plug is disposed between each pair of the intake valve and the exhaust valve and on the center side of the combustion chamber.

The engine control device according to claim 2 , wherein an interior of the first intake port is defined by upper and lower flow paths by a partition, and a first intake control valve that opens and closes one flow path is provided.

21. The engine control device according to claim 1, wherein the first intake control valve is configured to open and close the lower flow path.

A first intake control valve of the first intake port, wherein the second of the second intake control valve of the intake port attached to a common axis of rotation, in claim 1, 20, 21 to rotate in synchronization with each other The engine control device described.